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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
第1章 緒 論
1.1研究目的和意義
輕型貨車在汽車行業(yè)中占有較大的比重，而主減速器是輕型貨車的一個(gè)重要部件，其設(shè)計(jì)的成功與否決定著車輛的動(dòng)力性、舒適性、經(jīng)濟(jì)性等多方面的設(shè)計(jì)要求。這就對主減速器設(shè)計(jì)人員提出較高的要求。在我國傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方式中以手工繪圖或采用AutoCAD 繪制二維平面圖，做出成品進(jìn)行試驗(yàn)為主，無法滿足快速設(shè)計(jì)的需求，造成產(chǎn)品開發(fā)周期長、設(shè)計(jì)成本高。利用PRO/E及ANSYS軟件對主減速器的主要零件進(jìn)行建模和分析校核，能夠大大提高設(shè)計(jì)的效率和質(zhì)量，為輕型貨車的研發(fā)縮短了寶貴的時(shí)間。同時(shí)，選擇輕型貨車減速器設(shè)計(jì)作為畢業(yè)設(shè)計(jì)題目，可以對大學(xué)四年所學(xué)的基礎(chǔ)課程和專業(yè)課程進(jìn)行一次系統(tǒng)的復(fù)習(xí)，更最重要的是培養(yǎng)了我們綜合分析問題、理論聯(lián)系實(shí)際的能力，培養(yǎng)我們調(diào)查研究，正確熟練運(yùn)用國家標(biāo)準(zhǔn)、手冊、圖冊等資料、工具的能力, 鍛煉自己的設(shè)計(jì)計(jì)算、數(shù)據(jù)處理、編寫技術(shù)資料、繪圖等獨(dú)立工作能力,為以后的工作打下基礎(chǔ)。
1.2 國內(nèi)外主減速器研究現(xiàn)狀
改革開放以來，中國的汽車工業(yè)得到了長足發(fā)展，尤其是加入WTO以后，我國的汽車市場對外開發(fā)，汽車工業(yè)逐漸成為世界汽車整體市場的一個(gè)重要組成部分。同樣，車用減速器也隨著整車的發(fā)展不斷成長和成熟起來。
隨著高速公路網(wǎng)狀況的改善和國家環(huán)保法規(guī)的完善，環(huán)保、舒適、快捷成為客車和貨車市場的主旋律。對整車主要總成之一的驅(qū)動(dòng)橋而言，小速比、大扭矩、傳動(dòng)效率高、成本低逐漸成為客車和貨車主減速器技術(shù)的發(fā)展趨勢。
產(chǎn)品上，國內(nèi)卡車市場用戶主要以承載能力強(qiáng)、齒輪疲勞壽命高、結(jié)構(gòu)先進(jìn)、易維護(hù)等特點(diǎn)的產(chǎn)品為首選。目前己開發(fā)的產(chǎn)品，如陜西漢德引進(jìn)德國公司技術(shù)的485單級減速驅(qū)動(dòng)橋，一汽集團(tuán)和東風(fēng)公司的13噸級系列車橋?yàn)榇淼闹鳒p速器技術(shù)，都是在有效吸收國外同類產(chǎn)品新技術(shù)的基礎(chǔ)上，針對國內(nèi)市場需求開發(fā)出來的高性能、高可靠性、高品質(zhì)的車橋產(chǎn)品。這些產(chǎn)品基本代表了國內(nèi)車用減速器發(fā)展的方向。通過整合和平臺化開發(fā)，目前國內(nèi)市場形成了457、460、480、500等眾多成型穩(wěn)定產(chǎn)品，并被用戶廣泛認(rèn)可和使用。設(shè)計(jì)開發(fā)上，設(shè)計(jì)軟件先后應(yīng)用于主減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和齒輪加工中，有限元分析、數(shù)模建立、虛擬試驗(yàn)分析等也被采用;齒輪設(shè)計(jì)也初步實(shí)現(xiàn)了計(jì)算機(jī)編程的電算化。新一代減速器設(shè)計(jì)開發(fā)的突出特點(diǎn)是:不僅在產(chǎn)品性能參數(shù)上進(jìn)一步進(jìn)設(shè)計(jì)上完全遵從模塊化設(shè)計(jì)原則，產(chǎn)品配套實(shí)現(xiàn)車型的平臺化，造型和結(jié)構(gòu)更加合理，更宜于組織批量生產(chǎn)，更適應(yīng)現(xiàn)代工業(yè)不斷發(fā)展，更能應(yīng)對頻繁的車型換代和產(chǎn)品系列化的特點(diǎn)，這些都對基礎(chǔ)件產(chǎn)品提出愈來愈高的配套要求，需要在產(chǎn)品設(shè)計(jì)上不斷地進(jìn)行二次開發(fā)和持續(xù)改進(jìn)，以滿足快速多變的市場需求。
與國外相比，我國的車用減速器開發(fā)設(shè)計(jì)不論在技術(shù)上、制造工藝上，還是在成本控制上都存在不小的差距，尤其是齒輪制造技術(shù)缺乏獨(dú)立開發(fā)與創(chuàng)新能力，技術(shù)手段落后。目前比較突出的問題是，行業(yè)整體新產(chǎn)品開發(fā)能力弱、工藝創(chuàng)新及管理水平低，企業(yè)管理方式較為粗放，相當(dāng)比例的產(chǎn)品仍為中低檔次，缺乏有國際影響力的產(chǎn)品品牌，行業(yè)整體散亂情況依然嚴(yán)重。這需要我們加快技術(shù)創(chuàng)新、技術(shù)進(jìn)步的步伐，提高管理水平，加快與國際先進(jìn)水平接軌，開發(fā)設(shè)計(jì)適應(yīng)中國國情的高檔車用減速器總成，由仿制到創(chuàng)新，早日縮小并消除與世界先進(jìn)水平的差距。近幾年來，國內(nèi)汽車生產(chǎn)廠家，如重汽集團(tuán)、福田汽車、江淮汽車等通過與國外卡車巨頭，如沃爾沃、通用、五十鈴、現(xiàn)代、奔馳、雷諾等進(jìn)行合資合作，在車橋減速器的開發(fā)上取得了顯著的進(jìn)步。目前，上汽集團(tuán)、東風(fēng)、一汽、北汽等各大汽車集團(tuán)也正在開展合作項(xiàng)目，希望早日實(shí)與世界先進(jìn)技術(shù)的接軌，爭取設(shè)計(jì)開發(fā)的新突破[3]。
總體來說，車用減速器發(fā)展趨勢和特點(diǎn)是向著六高、二低、二化方向發(fā)展，即高承載能力、高齒面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高傳動(dòng)效率，低噪聲、低成本，標(biāo)準(zhǔn)化、多樣化，計(jì)算機(jī)技術(shù)、信息技術(shù)、自動(dòng)化技術(shù)廣泛應(yīng)用。從發(fā)動(dòng)機(jī)的大馬力、低轉(zhuǎn)速的發(fā)展趨勢以及商用車的最高車速的提升來看，公路用車橋減速器應(yīng)該向小速比方向發(fā)展:在最大輸出扭矩相同時(shí)齒輪的使用壽命要求更高;在額定軸荷相同時(shí)，車橋的超載能力更強(qiáng);主減速器齒輪使用壽命更長、噪音更低、強(qiáng)度更大，潤滑密封性能更好;整體剛性好，速比范圍寬。
1.3 設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容
設(shè)計(jì)出小型低速載貨汽車主減速器、差速器、等傳動(dòng)裝置及橋殼等部件。使設(shè)計(jì)出的產(chǎn)品使用方便，材料使用最少，經(jīng)濟(jì)性能最高。
a. 提高汽車的技術(shù)水平，使其使用性能更好，更安全，更可靠，更經(jīng)濟(jì)，更舒適，更機(jī)動(dòng)，更方便，動(dòng)力性更好，污染更少。
b. 改善汽車的經(jīng)濟(jì)效果，調(diào)整汽車在產(chǎn)品系列中的檔次，以便改善其市場競爭地位并獲得更大的經(jīng)濟(jì)效益
了解輕型商用車主減速器的基本結(jié)構(gòu)，基本形狀，工作原理和設(shè)計(jì)方法，再依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的主減速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定變速器輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的主減速器。首先確定主減速器的結(jié)構(gòu)形式；其次，據(jù)所給汽車參數(shù)合理的分配主減速器主、從動(dòng)齒輪模數(shù)，齒數(shù)，計(jì)算出主減速器的相關(guān)數(shù)據(jù)，并對主減速器齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核；然后選擇合適該汽車使用的差速器類型，并對行星齒輪和半軸齒輪模數(shù)，齒數(shù)進(jìn)行合理的分配并計(jì)算校核， 最后，利用Pro/E建模ANSYS軟件對主減速器的主要零件進(jìn)行分析校核，設(shè)計(jì)出符合該汽車使用的主減速器，并繪制出裝配圖和零件圖。
第2章 主減速器結(jié)構(gòu)方案確定
2.1 輕型貨車參數(shù)
車型：東風(fēng)EQ1060F
驅(qū)動(dòng)形式：4×2
裝載質(zhì)量：3噸
總質(zhì)量：6噸
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率：71kw 轉(zhuǎn)速：3200轉(zhuǎn)/分
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：245 轉(zhuǎn)速：2200轉(zhuǎn)/分
輪胎型號：7.50—16
主減速器比：i0=6.73
變速器傳動(dòng)比ig 低檔— 4.71 ；高檔 V擋—0.78
最高車速：90 km/h
2.2 主減速器主、從動(dòng)錐齒輪的支承方案
主減速器中必須保證主、從動(dòng)齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好的工作。齒輪的正確嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、主減速器殼體的剛度有關(guān)以外，與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。
2.2.1 主動(dòng)錐齒輪的支承
主動(dòng)錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。
懸臂式支承結(jié)構(gòu)(圖2.1 a)的特點(diǎn)是在錐齒輪大端一側(cè)采用較長的軸頸，其上安裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。為了減小懸臂長度倪和增加兩支承間的距離b，以改善支承剛度，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使作用在齒輪上離開錐頂?shù)妮S向力由靠近齒輪的軸承承受，而反向軸向力則由另一軸承承受。為了盡可能地增加支承剛度，支承距離b應(yīng)大于2.5倍的懸臂長度a，且應(yīng)比齒輪節(jié)圓直徑的70％還大，另外靠近齒輪的軸徑應(yīng)不小于尺寸a。為了方便拆裝，應(yīng)使靠近齒輪的軸承的軸徑比另一軸承的支承軸徑大些。靠近齒輪的支承軸承有時(shí)也采用圓柱滾子軸承，這時(shí)另一軸承必須采用能承受雙向軸向力的雙列圓錐滾子軸承。支承剛度除了與軸承形式、軸徑大小、支承間距離和懸臂長度有關(guān)以外，還與軸承與軸及軸承與座孔之間的配合緊度有關(guān)[4]。
懸臂式支承結(jié)構(gòu)簡單，支承剛度較差，用于傳遞轉(zhuǎn)矩較小的轎車、輕型貨車的單級主減速器及許多雙級主減速器中。
(a)主動(dòng)錐齒輪懸臂式 (b)主動(dòng)錐齒輪跨置式 (c)從動(dòng)錐齒輪
圖2.1 主減速器錐齒輪的支承形式
跨置式支承結(jié)構(gòu)(圖2.1 b)的特點(diǎn)是在錐齒輪的兩端均有軸承支承，這樣可大大增加支承剛度，又使軸承負(fù)荷減小，齒輪嚙合條件改善，因此齒輪的承載能力高于懸臂式。此外，由于齒輪大端一側(cè)軸頸上的兩個(gè)相對安裝的圓錐滾子軸承之間的距離很小，可以縮短主動(dòng)齒輪軸的長度，使布置更緊湊，并可減小傳動(dòng)軸夾角，有利于整車布置。但是跨置式支承必須在主減速器殼體上有支承導(dǎo)向軸承所需要的軸承座，從而使主減速器殼體結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工成本提高。另外，因主、從動(dòng)齒輪之間的空間很小，致使主動(dòng)齒輪的導(dǎo)向軸承尺寸受到限制，有時(shí)甚至布置不下或使齒輪拆裝困難。跨置式支承中的導(dǎo)向軸承都為圓柱滾子軸承，并且內(nèi)外圈可以分離或根本不帶內(nèi)圈。它僅承受徑向力，尺寸根據(jù)布置位置而定，是易損壞的一個(gè)軸承[5]。
在本設(shè)計(jì)中，由于載荷量超過2噸，故采用跨置式。
2.2.2 從動(dòng)錐齒輪的支承
圖2.2 從動(dòng)錐齒輪輔助支承 圖2.3 主、從動(dòng)錐齒輪的許用偏移量
從動(dòng)錐齒輪的支承(圖2.1 c)，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。從動(dòng)錐齒輪多用圓錐滾子軸承支承。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應(yīng)向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動(dòng)錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設(shè)置加強(qiáng)肋以增強(qiáng)支承穩(wěn)定性，c+d應(yīng)不小于從動(dòng)錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能盡量均勻分配在兩軸承上，應(yīng)盡量使尺寸c等于或大于尺寸d。
在具有大的主傳動(dòng)比和徑向尺寸較大的從動(dòng)錐齒輪的主減速器中，為了限制從動(dòng)錐齒輪因受軸向力作用而產(chǎn)生偏移，在從動(dòng)錐齒輪的外緣背面加設(shè)輔助支承(圖2.2)。輔助支承與從動(dòng)錐齒輪背面之間的間隙，應(yīng)保證偏移量達(dá)到允許極限時(shí)能制止從動(dòng)錐齒輪繼續(xù)變形。主、從動(dòng)齒輪受載變形或移動(dòng)的許用偏移量如圖2.3所示[6]。
2.3 主減速器齒輪的類型分析
主減速器的結(jié)構(gòu)形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。
主減速器的齒輪主要有螺旋錐齒輪、雙曲面齒輪、圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。
1、螺旋錐齒輪傳動(dòng)
螺旋錐齒輪傳動(dòng)(圖2.4a)的主、從動(dòng)齒輪軸線垂直相交于一點(diǎn)，齒輪并不同時(shí)在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉(zhuǎn)向另一端。
(a)螺旋錐齒輪傳動(dòng) (b)雙曲面齒輪傳動(dòng) (c)圓柱齒輪傳動(dòng) (d)蝸桿傳動(dòng)
圖2.4 主減速器齒輪傳動(dòng)形式
2、雙曲面齒輪傳動(dòng)
雙曲面齒輪傳動(dòng)(圖2.4b)的主、從動(dòng)齒輪的軸線相互垂直而不相交，主動(dòng)齒輪軸線相對從動(dòng)齒輪軸線在空間偏移一距離E，此距離稱為偏移距。由于偏移距E的存在，使主動(dòng)齒輪螺旋角β1大于從動(dòng)齒輪螺旋角β2。根據(jù)嚙合面上法向力相等，可求出主、從動(dòng)齒輪圓周力之比：
(2.1)
式中：
F1、F2 主、從動(dòng)齒輪的圓周力,N;
β1 、β2 主、從動(dòng)齒輪的螺旋角。
螺旋角是指在錐齒輪節(jié)錐表面展開圖上的齒線任意一點(diǎn)A的切線TT與該點(diǎn)和節(jié)錐頂點(diǎn)連線之間的夾角。在齒面寬中點(diǎn)處的螺旋角稱為中點(diǎn)螺旋角(圖2.5)。通常不特殊說明，則螺旋角系指中點(diǎn)螺旋角。
圖2.5雙曲面齒輪副受力情況
雙曲面齒輪傳動(dòng)比為：
(2.2)
式中：
i0s 雙曲面齒輪傳動(dòng)比；
r1 主動(dòng)齒輪平均分度圓半徑，mm；
r2 從動(dòng)齒輪平均分度圓半徑，mm。
螺旋錐齒輪傳動(dòng)比i0L為：
(2.3)
令，則i0s=Ki0L。由于β1>β2，所以系數(shù)K>1，一般為1.25～1.50[7]。
3、圓柱齒輪傳動(dòng)
圓柱齒輪傳動(dòng)(圖2.4c)一般采用斜齒輪，廣泛應(yīng)用于發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng)的轎車驅(qū)動(dòng)橋(圖2.6)和雙級主減速器貫通式驅(qū)動(dòng)橋。
4、蝸桿傳動(dòng)
蝸桿(圖2.4d)傳動(dòng)與錐齒輪傳動(dòng)相比有如下優(yōu)點(diǎn)：
(1)在輪廓尺寸和結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下，可得到較大的傳動(dòng)比(可大于7)。
(2)在任何轉(zhuǎn)速下使用均能工作得非常平穩(wěn)且無噪聲。
(3)便于汽車的總布置及貫通式多橋驅(qū)動(dòng)的布置。
(4)能傳遞大的載荷，使用壽命長。
5、結(jié)構(gòu)簡單，拆裝方便，調(diào)整容易。
但是由于蝸輪齒圈要求用高質(zhì)量的錫青銅制作，故成本較高；另外，傳動(dòng)效率較低。
蝸桿傳動(dòng)主要用于生產(chǎn)批量不大的個(gè)別重型多橋驅(qū)動(dòng)汽車和具有高轉(zhuǎn)速發(fā)動(dòng)機(jī)的大客車上[8]。
圖2.6 發(fā)動(dòng)機(jī)橫置且前置前驅(qū)動(dòng)轎車驅(qū)動(dòng)橋
2.4 主減速器的減速形式
主減速器的減速形式可分為單級減速、雙級減速、雙速減速、單雙級貫通、單雙級減速配以輪邊減速等[9]。
2.4.1 單級主減速器
圖2.7 單級主減速器
可由一對圓錐齒輪、一對圓柱齒輪或由蝸輪蝸桿組成，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點(diǎn)。但是其主傳動(dòng)比i0不能太大，一般i0≤7，進(jìn)一步提高i0將增大從動(dòng)齒輪直徑，從而減小離地間隙，且使從動(dòng)齒輪熱處理困難。
單級主減速器廣泛應(yīng)用于轎車和輕、中型貨車的驅(qū)動(dòng)橋中。
2.4.2雙級主減速器
雙級主減速器與單級相比，在保證離地間隙相同時(shí)可得到大的傳動(dòng)比，i0一般為7～12。但是尺寸、質(zhì)量均較大，成本較高。它主要應(yīng)用于中、重型貨車、越野車和大客車上。
整體式雙級主減速器有多種結(jié)構(gòu)方案：第一級為錐齒輪，第二級為圓柱齒輪(圖2.9a)；第一級為錐齒輪，第二級為行星齒輪；第一級為行星齒輪，第二級為錐齒輪(圖2.9b)；第一級為圓柱齒輪，第二級為錐齒輪(圖2.9c)。對于第一級為錐齒輪、第二級為圓柱齒輪的雙級主減速器，可有縱向水平(圖2.9d)、斜向(圖2.9e)和垂向(圖2.9f)三種布置方案。
在具有錐齒輪和圓柱齒輪的雙級主減速器中分配傳動(dòng)比時(shí)，圓柱齒輪副和錐齒輪副傳動(dòng)比的比值一般為1.4～2.0，而且錐齒輪副傳動(dòng)比一般為1.7～3.3，這樣可減小錐齒輪嚙合時(shí)的軸向載荷和作用在從動(dòng)錐齒輪及圓柱齒輪上的載荷，同時(shí)可使主動(dòng)錐齒輪的齒數(shù)適當(dāng)增多，使其支承軸頸的尺寸適當(dāng)加大，以改善其支承剛度，提高嚙合平穩(wěn)性和工作可靠性。
圖2.8 雙級主減速器
雙速主減速器(圖2.8)內(nèi)由齒輪的不同組合可獲得兩種傳動(dòng)比。它與普通變速器相配合，可得到雙倍于變速器的擋位。雙速主減速器的高低擋減速比是根據(jù)汽車的使用條件、發(fā)動(dòng)機(jī)功率及變速器各擋速比的大小來選定的。大的主減速比用于汽車滿載行駛或在困難道路上行駛，以克服較大的行駛阻力并減少變速器中間擋位的變換次數(shù)；小的主減速比則用于汽車空載、半載行駛或在良好路面上行駛，以改善汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性和提高平均車速。
雙速主減速器的換擋是由遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)的，一般有電磁式、氣壓式和電一氣壓綜合式操縱機(jī)構(gòu)。由于雙速主減速器無換擋同步裝置，因此其主減速比的變換是
在停車時(shí)進(jìn)行的。雙速主減速器主要在一些單橋驅(qū)動(dòng)的重型汽車上采用[10]。
(a) (b) (c)
(d) (e)
圖2.9 雙級主減速器布置方案
2.4.3貫通式主減速器
貫通式主減速器(圖2.10 a,b)根據(jù)其減速形式可分成單級和雙級兩種。單級貫通式主減速器具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)量小，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性等優(yōu)點(diǎn)，主要用于輕型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車上。
根據(jù)減速齒輪形式不同，單級貫通式主減速器又可分為雙曲面齒輪式及蝸輪蝸桿式兩種結(jié)構(gòu)。雙曲面齒輪式單級貫通式主減速器(圖2.10a)是利用雙曲面齒輪副軸線偏移的特點(diǎn)，將一根貫通軸穿過中橋并通向后橋。但是這種結(jié)構(gòu)受主動(dòng)齒輪最少齒數(shù)和偏移距大小的限制，而且主動(dòng)齒輪工藝性差，主減速比最大值僅在5左右，故多用于輕型汽車的貫通式驅(qū)動(dòng)橋上。當(dāng)用于大型汽車時(shí)，可通過增設(shè)輪邊減速器或加大分動(dòng)器速比等方法來加大總減速比。蝸輪蝸桿式單級貫通式主減速器(圖2.10 b)在結(jié)構(gòu)質(zhì)量較小的情況下可得到較大的速比。它使用于各種噸位多橋驅(qū)動(dòng)汽車的貫通式驅(qū)動(dòng)橋的布置。另外，它還具有工作平滑無聲、便于汽車總布置的優(yōu)點(diǎn)。如蝸桿下置式布置方案被用于大客車的貫通式驅(qū)動(dòng)橋中，可降低車廂地板高度。
對于中、重型多橋驅(qū)動(dòng)的汽車，由于主減速比較大，多采用雙級貫通式主減速器。根據(jù)齒輪的組合方式不同，可分為錐齒輪一圓柱齒輪式和圓柱齒輪一錐齒輪式兩種形式。錐齒輪一圓柱齒輪式雙級貫通式主減速器(圖2.10a)可得到較大的主減速比，但是結(jié)構(gòu)高度尺寸大，主動(dòng)錐齒輪工藝性差，從動(dòng)錐齒輪采用懸臂式支承，支承剛度差，拆裝也不方便[11]。
(a) 錐齒輪一圓柱齒輪式 （b）圓柱齒輪一錐齒輪式
1-貫通軸 2-軸間差速器
圖2.10 雙級貫通式主減速器
2.4.4 單雙級減速配輪邊減速器
在設(shè)計(jì)某些重型汽車、礦山自卸車、越野車和大型公共汽車的驅(qū)動(dòng)橋時(shí)，由于傳動(dòng)系總傳動(dòng)比較大，為了使變速器、分動(dòng)器、傳動(dòng)軸等總成所受載荷盡量小，往往將驅(qū)動(dòng)橋的速比分配得較大。當(dāng)主減速比大于12時(shí)，一般的整體式雙級主減速器難以達(dá)到要求，此時(shí)常采用輪邊減速器。這樣，不僅使驅(qū)動(dòng)橋的中間尺寸減小，保證了足夠的離地間隙，而且可得到較大的驅(qū)動(dòng)橋總傳動(dòng)比。另外，半軸、差速器及主減速器從動(dòng)齒輪等零件由于所受載荷大為減小，使它們的尺寸可以減小。但是由于每個(gè)驅(qū)動(dòng)輪旁均設(shè)一輪邊減速器，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動(dòng)器較困難。
綜上分析，本設(shè)計(jì)中采用單級減速器就能滿足要求。
2.5 本章小結(jié)
本章首先確定了主減速比，用以確定其它參數(shù)。對主減速器型式確定中主要從主減速器齒輪的類型、主減速器的減速形式、主減速器主動(dòng)錐齒輪的支承形式及安裝方式的選擇、從動(dòng)錐齒輪的支承方式和安裝方式的選擇。
第3章 主減速器齒輪基本參數(shù)的選擇與計(jì)算
3.1主減速器齒輪計(jì)算載荷的確定
1、按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和傳動(dòng)比確定從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tce
(3.1)
(3.2)
式中：
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩245 ；
由發(fā)動(dòng)機(jī)至所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪間的傳動(dòng)系最低檔傳動(dòng)比31.7；
傳動(dòng)系上述傳動(dòng)部分的傳動(dòng)效率， =0.9；
由于“猛接合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時(shí)的超載系數(shù)，取1；
n 該車驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目，n取1；
汽車滿載時(shí)一個(gè)驅(qū)動(dòng)橋給水平地面的最大負(fù)荷；
輪胎對地面的附著系數(shù)，取0.85；
——分別為由所計(jì)算的主減速器從動(dòng)齒輪到驅(qū)動(dòng)車輪之間的傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率。
2、主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：
(3.3)
式中:
Ga 汽車滿載總質(zhì)量，N；
GT 所牽引的掛車的滿載總質(zhì)量，N；但僅用于牽引車的計(jì)算；
rr 車輪滾動(dòng)半徑，m；
fR 道路滾動(dòng)阻力系數(shù)，對于載貨汽車可取0.015~0.02；
fH 汽車正常使用時(shí)的平均爬坡能力系數(shù)，對于載貨汽車取0.05~0.09。
表3.1 車驅(qū)動(dòng)橋齒輪的許用應(yīng)力
計(jì)算載荷
主減速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力
主減速器齒輪的許用接觸應(yīng)力
差速器齒輪的許用彎曲應(yīng)力
，中的較小者
700
2800
980
210.9
1750
210.9
3.2主減速器齒輪參數(shù)的選擇
1、 主、從動(dòng)齒數(shù)的選擇
選擇主、從動(dòng)錐齒輪齒數(shù)時(shí)應(yīng)考慮如下因素：為了磨合均勻，z1，z2之間應(yīng)避免有公約數(shù)；為了得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強(qiáng)度，主、從動(dòng)齒輪齒數(shù)和應(yīng)不小于40；為了嚙合平穩(wěn)，噪聲小和具有高的疲勞強(qiáng)度對于商用車z1一般不小于6；主傳動(dòng)比i0較大時(shí)，z1盡量取得小一些，以便得到滿意的離地間隙。對于不同的主傳動(dòng)比，z1和z2應(yīng)有適宜的搭配[12]。
主減速器的傳動(dòng)比為6.73，初定主動(dòng)齒輪齒數(shù)z1=7，從動(dòng)齒輪齒數(shù)z2=41。
2、從動(dòng)錐齒輪節(jié)圓直徑d2及端面模數(shù)mt的選擇
根據(jù)從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)矩見式3.1和式3.2并取兩式計(jì)算結(jié)果中較小的一個(gè)作為計(jì)算依據(jù)，按經(jīng)驗(yàn)公式選出：
(3.4)
式中：
Kd2——直徑系數(shù)，取Kd2=13～15.3；
Tj——計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N·m，取，較小的，=6989.5。
計(jì)算得， d2=286.796mm
d2選定后，可按式m=d2/z2算出從動(dòng)齒輪大端模數(shù)，并用下式校核:
(3.5)
所以有：d1=49mm d2=287mm。
3、螺旋錐齒輪齒面寬的選擇
通常推薦圓錐齒輪從動(dòng)齒輪的齒寬F為其節(jié)的錐距0.3倍。對于汽車工業(yè)，主減速器螺旋錐齒輪面寬度推薦采用：
F=0.155=45mm
4、錐齒輪螺旋方向
主、從動(dòng)錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當(dāng)變速器掛前進(jìn)擋時(shí)，應(yīng)使主動(dòng)錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動(dòng)齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。
所以主動(dòng)錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時(shí)針運(yùn)動(dòng)，這樣從動(dòng)錐齒輪為右旋，從錐頂看為順時(shí)針，驅(qū)動(dòng)汽車前進(jìn)。
5、法向壓力角a的選擇
壓力角可以提高齒輪的強(qiáng)度，減少齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的
齒輪，大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重疊系數(shù)下降，一般對于“格里森”制主減速器螺旋錐齒輪來說，載貨汽車可選用20°壓力角。
6、主從動(dòng)錐齒輪幾何計(jì)算
計(jì)算結(jié)果如表
表3.2 主減速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算用表
序號
項(xiàng) 目
計(jì) 算 公 式
計(jì) 算 結(jié) 果
1
主動(dòng)齒輪齒數(shù)
7
2
從動(dòng)齒輪齒數(shù)
41
3
模數(shù)
7
4
齒面寬
=45mm
5
工作齒高
8.3mm
6
全齒高
=13.22mm
7
法向壓力角
=20°
8
節(jié)圓直徑
=
49mm
=287mm
9
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.69°
=80.31°
10
節(jié)錐距
A==
A=145.58mm
11
齒頂高
=8.61mm
=3.29mm
12
齒根高
=
=4.61mm
=9.93mm
13
外圓直徑
=
=65.97mm
=288.11mm
3.3主減速器錐齒輪的強(qiáng)度校核
主減速器錐齒輪的工作條件是相當(dāng)惡劣的，與傳動(dòng)系的其它齒輪相比，具有載荷大，作用時(shí)間長，載荷變化多，帶沖擊等特點(diǎn)。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情況，對于主減速器齒輪的材料及熱處理應(yīng)有以下要求：
（1）具有較高的疲勞彎曲強(qiáng)度和表面接觸疲勞強(qiáng)度，以及較好的齒面耐磨性，故
齒表面應(yīng)有高的硬度；
（2）輪齒心部應(yīng)有適當(dāng)?shù)捻g性以適應(yīng)沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷；
（3）鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時(shí)間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率；
（4）選擇齒輪材料的合金元素時(shí)要適合我國的情況。
汽車主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。在此，齒輪所采用的鋼為20CrMnTi用滲碳合金鋼制造的齒輪，經(jīng)過滲碳、淬火、回火后，輪齒表面硬度應(yīng)達(dá)到58～64HRC，而心部硬度較低，當(dāng)端面模數(shù)〉8時(shí)為29～45HRC。
對于滲碳深度有如下的規(guī)定：當(dāng)端面模數(shù)m≤5時(shí)， 為0.9～1.3mm
當(dāng)端面模數(shù)m>5～8時(shí)，為1.0～1.4mm
由于新齒輪接觸和潤滑不良，為了防止在運(yùn)行初期產(chǎn)生膠合、咬死或擦傷，防止早期的磨損，圓錐齒輪的傳動(dòng)副（或僅僅大齒輪）在熱處理及經(jīng)加工（如磨齒或配對研磨）后均予與厚度0.005～0.010mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫。這種表面不應(yīng)用于補(bǔ)償零件的公差尺寸，也不能代替潤滑。
1、單位齒長上的圓周力
在汽車主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即： (3.6)
式中：
p——單位齒長上的圓周力，N/mm；
P——作用在齒輪上的圓周力，N，按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Te max和最大附著力矩G2Φrr兩種載荷工況進(jìn)行計(jì)算。
按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)：
(3.7)
式中：
Te max——發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的最大轉(zhuǎn)矩，在此取245N·m；
ig —— 變速器的傳動(dòng)比；
d1 —— 主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，在此取49mm。
按上式計(jì)算一檔時(shí)： N／mm
表3.3 許用單位齒長上的圓周力[p] (N／mm)
類別
檔位
一檔
二檔
直接檔
轎車
893
536
321
載貨汽車
1429
250
公共汽車
982
214
牽引汽車
536
250
由表可知p<[p]=1429 N／mm，因此錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。
2、輪齒的彎曲強(qiáng)度計(jì)算
汽車主減速器螺旋錐齒輪輪齒的計(jì)算彎曲應(yīng)力σw(N／mm2)為：
(3.8)
式中：
——齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩；
K0——超載系數(shù)，1.0；
Ks——尺寸系數(shù)；
Km——載荷分配系數(shù)取Km =1；
Kv——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅(qū)動(dòng)橋齒輪，檔齒輪接觸良好、節(jié)及徑向跳動(dòng)精度高時(shí)，取1；
J——計(jì)算彎曲應(yīng)力用的綜合系數(shù)，查表得，J=0.2
按Tje計(jì)算：
主動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力σw1=439.2 N／mm<700 N／mm
從動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力σw2=666.67 N／mm<700 N／mm
按Tjm計(jì)算：
主動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力σw1=106.71 N／mm<210.9N／mm
從動(dòng)錐齒輪彎曲應(yīng)力σw2=161.22 N／mm<210.9N／mm
綜上所述計(jì)算的齒輪滿足彎曲強(qiáng)度的要求。
3、輪齒的接觸強(qiáng)度計(jì)算
螺旋錐齒輪齒面的計(jì)算接觸應(yīng)力σj（N／mm）為：
(3.9)
式中：
Tjz——主動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩；
Cp——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副取232.6N1/2/mm；
d1——主動(dòng)齒輪節(jié)圓直徑，49.84mm；
Ks——尺寸系數(shù)，Ks =1；
Kf——表面質(zhì)量系數(shù)，對于制造精確的齒輪可取1；
F——齒面寬，取齒輪副中較小值即從動(dòng)齒輪齒寬37.64mm；
大齒輪齒數(shù)
J—— 計(jì)算應(yīng)力的綜合系數(shù)，J =0.2。
接觸強(qiáng)度計(jì)算用J
小齒輪齒數(shù)
圖3.1 接觸強(qiáng)度計(jì)算綜合系數(shù)J
按Tje計(jì)算：
σj=2478.96<2800 N／mm
按Tjm計(jì)算：
σj=1221.77<1750N／mm
接觸強(qiáng)度滿足校核。
3.4主減速器的軸承選擇
軸承的計(jì)算主要是計(jì)算軸承的壽命。設(shè)計(jì)時(shí)，通常是先根據(jù)主減速器的結(jié)構(gòu)尺寸初步確定軸承的型號，然后驗(yàn)算軸承壽命。影響軸承壽命的主要外因是它的工作載荷及工作條件，因此在驗(yàn)算軸承壽命之前，應(yīng)先求出作用在齒輪上的軸向力、徑向力、圓周力，然后再求出軸承反力，以確定軸承載荷。
1、作用在主減速器主動(dòng)齒輪上的力
如圖 所示錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切向方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力及垂直于齒輪軸線的徑向力。
圖3.2 主動(dòng)錐齒輪工作時(shí)受力情況
為計(jì)算作用在齒輪的圓周力，首先需要確定計(jì)算轉(zhuǎn)矩。汽車在行駛過程中，由于變速器擋位的改變，且發(fā)動(dòng)機(jī)也不全處于最大轉(zhuǎn)矩狀態(tài)，故主減速器齒輪的工作轉(zhuǎn)矩處于經(jīng)常變化中。實(shí)踐表明，軸承的主要損壞形式為疲勞損傷，所以應(yīng)按輸入的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算。作用在主減速器主動(dòng)錐齒輪上的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩可按下式計(jì)算[13]：
(3.10)
式中：
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，在此取245N·m；
fi1，fi2…fi2R——變速器在各擋的使用率，可參考選取0.5％，2％，5％，15％，77.5％；
ig1，ig2…igR——變速器各擋的傳動(dòng)比4.71，3.82，2.44，1.55，0.78；
fT1，fT2…fTR——變速器在各擋時(shí)的發(fā)動(dòng)機(jī)的利用率，可參選取50％，60％，70％，70％，60％。
表 3.4 及的參考值
變速器
檔位
車型
轎車
公共汽車
載貨汽車
III擋
IV擋
IV擋
IV擋帶
超速檔
IV擋
IV擋帶
超速檔
V擋
<80
>80
I
II
III
IV
V
1
9
90
1
4
20
75
0.8
2.5
16
80..7
2
6
27
65
1
4
15
50
—
1
3
11
85
0.5
3.5
7
59
—
0.5
2
5
15
77.5
I
II
III
IV
V
60
60
50
70
65
60
60
65
60
50
50
70
70
60
60
70
70
60
60
—
50
60
70
60
50
60
70
70
—
50
60
70
70
60
注：表中Kr=Te max/(0.1Ga)，
式中：
Te max——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
Ga——汽車總重，kN。
經(jīng)計(jì)算Td=232.34N·m
齒面寬中點(diǎn)的圓周力P為：
=11490.6N (3.11)
式中：
T——作用在該齒輪上的轉(zhuǎn)矩。主動(dòng)齒輪的當(dāng)量轉(zhuǎn)矩T1d；
dm——該齒輪齒面寬中點(diǎn)的分度圓直徑。對于螺旋錐齒輪：
由此可得：
d1m＝40.44mm
d2m =242.6mm；
計(jì)算錐齒輪的軸向力與徑向力根據(jù)條件選用表3.5中公式。
表 3.5 圓錐齒輪軸向力與徑向力
主動(dòng)齒輪
軸向力
徑向力
螺旋方向
旋轉(zhuǎn)
方向
右
左
順時(shí)針
反時(shí)針
右
左
反時(shí)針
順時(shí)針
主動(dòng)齒輪的螺旋方向?yàn)樽螅恍D(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針：
=8783.08N (3.12)
= 3698.31N (3.13)
式中：
α——齒廓表面的法向壓力角20；
γ1——主動(dòng)齒輪的節(jié)錐角9.69；
γ2——從動(dòng)齒輪的節(jié)錐角80.31。
因?yàn)檩斎胼S的軸向力等于輸出軸的徑向力，輸入軸的徑向力等于輸出軸的軸向力，所以： N
N
2、主減速器軸承載荷的計(jì)算
圖 3.3 主減速器軸承的布置尺寸
軸承的軸向載荷就是上述的齒輪的軸向力。但如果采用圓錐滾子軸承作支承時(shí)，還應(yīng)考慮徑向力所應(yīng)起的派生軸向力的影響。而軸承的徑向載荷則是上述齒輪的徑向力，圓周力及軸向力這三者所引起的軸承徑向支承反力的向量和。當(dāng)主減速器的齒輪尺寸，支承形式和軸承位置已初步確定，計(jì)算出齒輪的軸向力、徑向力圓周力后，則可計(jì)算出軸承的徑向載荷。
對于采用跨置式的主動(dòng)錐齒輪和跨置式的從動(dòng)錐齒輪的軸承徑向載荷，如圖3.4所示
軸承A，B的徑向載荷分別為：
= (3.14)
(3.15)
式中：已知P，R1，A1 , d1m , a=35mm，b=20mm，c=15mm。
所以，軸承A的徑向力RA=7641.7N
軸承B的徑向力RB=9062.3N
軸承的壽命為：
(3.16)
式中：
ft ——為溫度系數(shù)，在此取1.0；
fp ——為載荷系數(shù)，在此取1.2；
Cr——額定動(dòng)載荷，N：其值根據(jù)軸承型號確定。
此外對于無輪邊減速器的驅(qū)動(dòng)橋來說，主減速器的從動(dòng)錐齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為：
r/m (3.17)
式中：
rr——輪胎的滾動(dòng)半徑，0.373m；
vam——汽車的平均行駛速度，km/h;對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35 km/h。
所以有上式可得n2==242.9 r/min
主動(dòng)錐齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速n1=242.9×6.73=1645.6 r/min。
所以軸承能工作的額定軸承壽命：
(3.18)
式中: n 軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，1645.6r/min。
若大修里程S定為100000公里，可計(jì)算出預(yù)期壽命即：
(3.19)
所以==2941.18 h
對于軸承A和B，分別是單獨(dú)一個(gè)軸承，根據(jù)尺寸，在此軸承A選用N205E型軸承，d=25mm,D=52mm，Cr=27.5KN[14]。
對于軸承A，在此徑向力RA=7641.7N，軸向力A=8783.08.N。
當(dāng)量動(dòng)載荷：
Q=RA=7641.7N (3.20)
所以軸承的使用壽命為：
==8127.54h>2941.18 h=
所以軸承A符合使用要求。
對于軸承B，徑向力RB=9062.3N，軸向力A=3698.3，所以A/R=0.47>e
X=0.4,Y=1.6
當(dāng)量動(dòng)載荷：
Q= fd(XRB+YA)
式中：fd——沖擊載荷系數(shù)在此取1.2；
所以，Q=1.2（0.4×12255.53+1.6×7204.88）=19715.7N
===3731.02 h>3076.9 h=
所以軸承B符合使用要求。
軸承C,D的徑向載荷
=7170.8 N （3.21）
=7685.1 N （3.22）
上式=210㎜ =120㎜ =90㎜
因?yàn)檩S承C，D是對稱安裝，且型號承受載荷相同，所以C,D的軸承壽命相同，所以計(jì)算軸承C的壽命即可。
按當(dāng)量轉(zhuǎn)矩求出軸承的徑向載荷及軸向載荷以后，即可按下式求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷:
N
式中：
——徑向系數(shù)；
——軸向系數(shù)。
對單列圓錐滾子軸承來說，當(dāng)時(shí)， =1， =0；當(dāng)時(shí)，，值及判斷參數(shù)見軸承手冊或產(chǎn)品樣本。
因?yàn)檩S承型號均為30211，所以=0.4。
所以對于前軸承C來說，，所以=0.4，=1.7；
N （3.23）
在實(shí)際中，常以小時(shí)數(shù)表示軸承的額定壽命：
對于軸承C：
=5192.96 h >2941.18 h=
（3.24）
式中：
——軸承計(jì)算轉(zhuǎn)速，；可根據(jù)汽車的平均行駛速度計(jì)算。對于主減速器主動(dòng)齒輪軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
=242.9 （3.25）
式中：
——輪胎滾動(dòng)半徑，m；
——汽車的平均行駛速度，km/h；對于載貨汽車可取為30-35 km/h。取35km/h；
所以軸承C，D符合使用要求。
3.5主減速器相關(guān)零部件的設(shè)計(jì)
3.5.1差速器的設(shè)計(jì)
汽車在行使過程中，左右車輪在同一時(shí)間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負(fù)荷不均勻而引起車輪滾動(dòng)半徑不相等；這樣，如果驅(qū)動(dòng)橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)動(dòng)橋的左右車輪間都裝有輪間差速器。
差速器是個(gè)差速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，用來在兩輸出軸間分配轉(zhuǎn)矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動(dòng)，用來保證各驅(qū)動(dòng)輪在各種運(yùn)動(dòng)條件下的動(dòng)力傳遞，避免輪胎與地面間打滑。差速器可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。[20]
1、對稱式圓錐行星齒輪差速器原理
對稱式錐齒輪差速器是一種行星齒輪機(jī)構(gòu)。如圖3.5所示，差速器殼3與行星齒輪軸5連成一體，形成行星架。因?yàn)樗峙c主減速器從動(dòng)齒輪6固連在一起，固為主動(dòng)件，設(shè)其角速度為；半軸齒輪1和2為從動(dòng)件，其角速度為和。A、B兩點(diǎn)分別為行星齒輪4與半軸齒輪1和2的嚙合點(diǎn)。行星齒輪的中心點(diǎn)為C，A、B、C三點(diǎn)到差速器旋轉(zhuǎn)軸線的距離均為。
圖3.4 差速器差速原理
當(dāng)行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時(shí)，顯然，處在同一半徑上的A、B、C三點(diǎn)的圓周速度都相等（圖3.4），其值為。于是==，即差速器不起作用，而半軸角速度等于差速器殼3的角速度。
當(dāng)行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外，還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(shí)（圖），嚙合點(diǎn)A的圓周速度為=+，嚙合點(diǎn)B的圓周速度為=-。于是
+=（+）+(-)
即 + =2 （3.26）
若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則
（3.27）
式（3.27）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運(yùn)動(dòng)特征方程式，它表明左右兩側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍，而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關(guān)。因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應(yīng)轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側(cè)驅(qū)動(dòng)車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動(dòng)而無滑動(dòng)。
由式（3.27）還可以得知：當(dāng)任何一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時(shí)，另一側(cè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；當(dāng)差速器殼的轉(zhuǎn)速為零，（例如中央制動(dòng)器制動(dòng)傳動(dòng)軸時(shí)）若一側(cè)半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動(dòng)，則有另一側(cè)半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動(dòng)。
2、對稱式圓錐行星齒輪差速器的結(jié)構(gòu)
汽車上廣泛采用的差速器為對稱錐齒輪式差速器，具有結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量較小等優(yōu)點(diǎn)，應(yīng)用廣泛。它可分為普通錐齒輪式差速器、摩擦片式差速器和強(qiáng)制鎖止式差速器。本設(shè)計(jì)即使用普通錐齒輪差速器。
普通的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個(gè)半軸齒輪，四個(gè)行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成（如圖3.5所示）。由于其具有結(jié)構(gòu)簡單、工作平穩(wěn)、制造方便、用于公路汽車上也很可靠等優(yōu)點(diǎn)，故廣泛用于各類公路車輛上。
1-軸承；2-左外殼；3-墊片；4-半軸齒輪；5-墊圈；6-行星齒輪； 7-從動(dòng)齒輪；8-右外殼；
9-十字軸；10-螺栓
圖3.5 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器
3、對稱式圓錐行星齒輪差速器的設(shè)計(jì)
（1）行星齒輪數(shù)目的選擇
載貨汽車多用4個(gè)行星齒輪。
（2）行星齒輪球面半徑（mm）的確定
圓錐行星齒輪差速器的尺寸通常決定于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實(shí)際上代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，在一定程度上表征了差速器的強(qiáng)度。
球面半徑可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式來確定：
（mm） （3.28）
式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，2.52～2.99；
——，取，較小的者即=6989.5。
經(jīng)計(jì)算=48.18~57.17mm，取=55mm
差速器行星齒輪球面半徑確定后，即根據(jù)下式預(yù)選其節(jié)錐距：
=（0.98～0.99）=53.9～54.45mm 取54mm （3.29）
（3）行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù)的選擇
為了得到較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強(qiáng)度，應(yīng)使行星齒輪的齒數(shù)盡量少，但一般不應(yīng)少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用14～25。半軸齒輪與行星齒輪的齒數(shù)比多在1.5～2范圍內(nèi)。
在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目n所整除，否則將不能安裝，即應(yīng)滿足：
= I （3.30）
式中： z2L ，z2r——左，右半軸齒數(shù)，z2L =z2r；
n——行星齒輪數(shù)，n=4；
I——任意整數(shù)。
取行星齒輪齒數(shù)=10，半軸齒輪齒數(shù)=18，滿足條件。
（4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定
首先初步求出行星齒輪和半軸齒輪的節(jié)錐角：
（3.31）
式中：——行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。
再根據(jù)下式初步求出圓錐齒輪的大端模數(shù)：
=5.24 （3.32）
由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊：GB/T12368-1990，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=5mm；
確定模數(shù)后，節(jié)圓直徑d即可由下式求得：
（3.33）
（5）壓力角
目前汽車差速器齒輪大都選用的壓力角，齒高系數(shù)為0.8，最少齒數(shù)可減至10，并且再小齒輪（行星齒輪）齒頂不變尖的情況下還可由切相修正加大半軸齒輪齒厚，從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強(qiáng)度。
（6）行星齒輪安裝孔直徑及其深度L的確定
行星齒輪安裝孔與行星齒輪名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度L就是行星齒輪在其軸上的支承長度，如圖3.6所示。
圖3.6 安裝孔直徑及其深度L
=26（mm）
=24 mm （3.34）
式中：
——差速器傳遞的轉(zhuǎn)矩6989.5；
n——行星齒輪數(shù)4；
——行星齒輪支承面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x，mm. ，是半軸齒輪齒面寬
中點(diǎn)處的直徑，l=36mm；
[]——支承面的許用擠壓應(yīng)力，取為69MPa.。
4、差速器齒輪的幾何尺寸計(jì)算
表3.6差速器用直齒錐齒輪的幾何尺寸，表中計(jì)算用的弧齒厚系數(shù)τ如圖3.8，取τ=-0.0485。
切向修正系數(shù)
圖4.4 汽車差速器直齒錐齒輪切向修正系數(shù)（弧齒系數(shù)）
表3.6汽車差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計(jì)算表（長度單位mm）
序號
項(xiàng)目
計(jì)算公式
計(jì)算結(jié)果
1
行星齒輪齒數(shù)
≥10，應(yīng)盡量取最小值
=10
2
半軸齒輪齒數(shù)
=14～25，且需滿足式（4.5）
=18
3
模數(shù)
=5mm
4
齒面寬
F=(0.25～0.30)A;
b≤10m
18mm
5
工作齒高
=8mm
6
全齒高
8.951
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
90°
9
節(jié)圓直徑
；
10
節(jié)錐角
，
=29.05°
11
節(jié)錐距
=54mm
12
周節(jié)
=3.1416
=15.708mm
13
齒頂高
;
=5.27mm
=2.72mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=3.67mm;
=6.22mm
15
徑向間隙
=-=0.188+0.051
=0.991mm
16
齒根角
=;
=4.03°; =6.82°
17
面錐角
；
=35.87°=64.9°
18
根錐角
；
=25.02°
=54.13°
19
外圓直徑
；
mm
mm
20
節(jié)圓頂點(diǎn)至齒輪外緣距離
mm
mm
21
理論弧齒厚
=8.69 mm
=7.018 mm
22
齒側(cè)間隙
=0.127～0.178 mm
=0.0.15mm
5、差速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算
相嚙合另一齒輪齒數(shù)
差速器齒輪的尺寸受結(jié)構(gòu)限制，而且承受的載荷較大，它不像主減速器齒輪那樣經(jīng)常處于嚙合狀態(tài)，只有當(dāng)汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時(shí)，或一側(cè)車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時(shí)，差速器齒輪才能有嚙合傳動(dòng)的相對運(yùn)動(dòng)，所以差速器齒輪主要進(jìn)行彎曲強(qiáng)度計(jì)算，而對于疲勞壽命則不予考慮。
求
綜
合
系
數(shù)
的
齒
輪
齒
數(shù)
圖3.8彎曲計(jì)算用綜合系數(shù)J
汽車差速器齒輪的彎曲應(yīng)力為：
（3.35）
式中：T——差速器一個(gè)行星齒輪給予一個(gè)半軸齒輪的轉(zhuǎn)矩，；
（3.36）
==1048.42；
n——差速器行星齒輪數(shù)目4；
——半軸齒輪齒數(shù)18；
——超載系數(shù)1.0；
——質(zhì)量系數(shù)1.0；
——尺寸系數(shù)=0.6661；
——載荷分配系數(shù)1.1；
F——齒面寬18mm；
m——模數(shù)5mm；
J——計(jì)算汽車差速器齒輪彎曲應(yīng)力的總和系數(shù)0.225，見圖3.8。
以計(jì)算得：==766.37 MPa<[]=980 MPa
3.5.2其他零部件的尺寸確定
1、叉形凸緣的基本尺寸的確定
（1）根據(jù)主動(dòng)錐齒輪軸的軸頸初步確定叉形凸緣花鍵出的直徑為32mm。叉形凸緣螺栓孔的距離為104mm，螺栓孔距離叉形凸緣邊緣的距離為15mm。
（2）叉形凸緣連接螺栓的強(qiáng)度校核
剪切應(yīng)力：
式中：
rd 螺栓分布半徑；
n 螺栓數(shù)量，n=4；
s 螺栓截面面積；
[τ] 螺栓材料的須用應(yīng)力，選用材料為40號調(diào)制剛，[τ]=300MPa。
計(jì)算得
=137.19MPa
因此叉形凸緣連接螺栓符合要求。
2、軸承座的基本尺寸的確定
軸承座的寬度為37mm，連接螺栓的距離為123mm，螺栓孔中心距軸承座邊緣的距離為14